变速器的设计计算.docx

1、变速器的设计计算变速器的设计计算一确定变速器的主要参数一、 各挡传动比的确定不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。传动比为 已知：i 仁6.02， i 2=3.57， i 3=2.14， i 4=1.35， i 5=1.00， i r=5.49.二、 中心距A的选取初选中心距A时，可根据下述经验公式初选：A=K a TemaX1 n式中，A为变速器中心距(mm); KA为中心距系数，货车：Ka=8.6-9.6 ; Temax为发动机最大转矩(Temax=165 n m)； ii为变速器一挡传动比(i1 =6.02) ; n为变速器传动效率，取96%本设计中，取KA =9.0

2、。将数值代入公式，算得A=88.5849mm故初取A=89mm三、变速器的轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、 换挡机构形式以及齿轮形式。设计时可根据中心距A的尺寸参照下列经验关系初选：五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.73.0) A=239.18mm265.75mm选用壳体轴向尺寸为260mm四、齿轮参数(1 )齿轮模数变速器齿轮模数：货车最大总质量在 1.814.0t的货车为2.03.5mm齿 轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。 当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质 量。对于斜齿轮m式中mn 齿轮模数mmKm为模数

3、系数，一般 Km=0.280.37。本设计中取Km=0.35。将数值代入计算得 mn =1.919 mm,取g =2。对于直齿轮m=Kn 3 J式中m 挡齿轮模数mmK m1 一挡齿轮模数系数，一般 Km1 =0.280.37。本设计中取K m1 =0.30T 1 一挡输出转矩，T1=Temax*i 1i 1 一挡传动比当数值代入计算得m=2.993 mm取m=3参考国标(GB1357-87规定的第一系列模数：一档和倒挡的模数：m = 3mm二，三，四，五挡的模数：叫=2mm;(2)压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合 和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于

4、降低噪声；压力角增大时，可提高 齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角 =20 。(3)螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有 影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声 降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发， 不宜过大，以15。25。为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用 较大的螺旋角。螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消， 以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上

5、的斜齿轮取左旋， 其轴向力经轴承盖由壳体承受。为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。二、三、四挡齿轮螺旋角22;常啮合齿轮螺旋角25.28 。(4)齿宽考虑到缩短变速器的轴向尺寸和减小质量， 应选用较小的尺宽。另一方面,尺宽的减小将使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增 加。选用宽的尺宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜， 使齿轮沿尺宽方向受力不均并在尺宽方向上产生磨损不均匀。通常通过齿轮的模数确定尺宽：直齿：b=Km Kc为尺宽系数，一般Kc=4.58.0斜齿：b=Kcmn 一般 Kc=6.58.5本设计中，一档，倒档： b=7 3=21 mm二档，三档没

6、，四档，五档： b=7 2=14mm(5)齿轮变位系数的选择原则为了降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿轮的总 变位系数要选用较小的数值，以便获得低噪声运动。一般情况下，最高档和一轴 齿轮副的x可以选为-0.20.2o随着档位的降低，x值逐渐增大。一，二档和倒 档齿轮，应该选用较大的x值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的x值可以选 用1.0以上的。五、各挡齿轮齿数的分配1.确定一挡齿轮齿数已知 A=89mm ， m=3mmZ n + Zi2=2A/m Zh=60对于货车，中间轴一挡齿轮可在 12-17之间，选取Zi2=16，由于一挡选用直齿轮。故有 Z 11=2A/m-16

7、=442修正中心距A= Zhm =90mm23.确定常啮合传动齿轮副的齿数已知 i1=6.02 mn =2mm =25.28 乙 + Z2 =2Acosmn=81.381Zi=iZ12乙1=2.19Zh=2A81乙=26,Z2 =554.确定其它挡位齿轮齿数(1)确定二挡齿轮齿数 已知 i2 =3.57 mn =2mm =22.Z2 Z7i2=- 乙Z81.687636 Z-+Z8=2Acos Bmn联立o求解 取Z7 =52, Z8=32(2)确定三挡齿轮齿数已知 i3=2.14 mn =2mm =22.Z2 Z5i3= 2 -乙Z6Z5+Z6=2AC0SBmn联立o求解Z5 =41,Z6=

8、43(3)确定四挡齿轮齿数已知 i4 =1.35, mn=2mm , =22i4=玉玉 乙Z4Z3+Z4=2AC0SBmn联立o求解 取Z3 =32, Z 4 =52(5)确定倒挡齿轮齿数倒挡采用直齿轮， m=3mmZ已知选Z11=44,乙仁二代，仝=2.19,仪=5.49得 Z9 =41 ，乙0=44A =90mm)m =2.58mm2)m =2.64mmA1=m (Z 11 + Z i2”2=3*(44+16)/2=90mmA2=m (Z9+Z10)/2=3*(41+44)/2=127.5mm经验算，不会产生运动干涉。六、变速器齿轮几何参数设计计算1. 一挡齿轮几何参数m=3mm Zn=4

9、4，乙伐二代，n =20 ， =0(1)1 =0.37， 2 =-0.37(2)啮合角 a =arccosAcos a =21.68 A(3)理论中心距 A= m(Z13召=89mm2A A(4)中心距变动系数 = =0.33mI(5)变位系数之和 =(乙3 Z12)(inv山=0.902tag(6)齿顶降低系数 =0.90-0.33=0.57(7)分度圆直径 d1 = Z1 m=132mmd2= mZ2 =48mm(8)齿顶高 ha1=(h；+ 1 )m =3.33mm ha2=(h；+ 2* * * *(9)齿根高 hf1=(ha+c 1)m=4.86mm hf2=(ha+c(10)齿全高

10、 h1 =h2 =ha +hf =5.22mm(11)齿顶圆直径 dai=d!+2hai=138.66mn, da2=d2 +2ha2=53.16mm(12)齿根圆直径 df1 =d1 2hf1=122.28mm df2 =d2 2hf2 =42.72mm(13)周节 p= m=9.424mm(14)基节 pb m cos =8.856mm2.常啮合齿轮几何参数mn =2mn, Z1 =26, Z2 =55, n=20, =25.28 , A =90mm(1)端面模数 口七=2.21口口cos(2)1=0.37, 2 =-0.37 端面压力角 t arctan(tan )=21.926 端面啮

11、合角 a =arccosAcSaa =23.457 A分度圆直径 d1=mn(Zcosp) =57.51mm d2=mn(Z2osp)=121.65mm(6)齿顶高 ha=mn (f0 1)=2.46mm 1.54mm 齿根高 hf (f c 1)m n 2.04mm 1.28mm(8)齿全高 h ha+hf 4.50mm(9)齿顶圆直径 da d 2ha=62.43mm 124.73mm(10)齿根圆直径 df d 2hf =53.43mm 119.09mm(11)中心距 A=A = Z Z2mt=90.505mm2(12)法向基节Pbn mn cos n=5.904mm(13)基圆直径 d

12、b d1 cos t =53.35mm 112.85mm、 1(14)法面分度圆弧齿厚 s mn =3.14mm23.二挡齿轮几何参数mn =2mm, Z7 =52, Z8 =32, n =20 , =22 , A =90mm变位系数 2=0.25 , ! =0.43(3)端面压力角(4)端面啮合角(5)分度圆直径Acos a at =arccos A=23.00=48.53mmarcta n(tandi=mn()=88.98mm (6)齿顶高 ha =mn(f 0 n) =1.335mm 1.785mm(8)齿全高 h ha+hf 3.835mm(10)齿根圆直径df d 2hf =83.9

13、8mm 44.43mm(11)法向基节Pbn mn cos n=5.904mm(12)基圆直径 db d cos t =82.83mm 45.17mm4.三挡齿轮几何参数mn =2mm Z5 =41， Z6 =43， n=20， =22, A =90mm(1)端面模数 mt=2.157mmcos 端面压力角 t arctan(tan)=21.433 端面啮合角 at =arccosAcos a =23.00 A分度圆直径 d1=mn(%sB)=88.44mm d2=mn(%sB)=9275mm 齿顶高 ha =mn(f0 n) =1.188mm 1.308mm 齿根高 hf (fo c )mn

14、 1.88mm 1.76mm齿全高 h ha+hf 3.068mm(8)齿顶圆直径 da d 2ha=90.82mm 95.37mm(9)齿根圆直径 df d 2hf=84.68mm 89.23mm(10)法向基节Pbn mn cos n=5.904mm(11)基圆直径 db d cos t =82.32mm 86.34mm5.四挡齿轮几何参数mn =2mm Z3=32,乙=52, n=20, =22, A =90mm(2)端面压力角 端面啮合角 at =arccosAcos a =23.00 A 理论中心距A= _ mt =89mm2分度圆直径 d1=mn(Zy/osp) =48.53mmd

15、2=mn(Zj 仪)=88.98mmcos parcta n(tan)=21.433(6)齿顶高 ha =mn(f0 n)=1.785mm 1.335mm(8)齿全高 h ha+hf 3.835mm(10)齿根圆直径df d 2hf =44.43mm 83.98mm(11)法向基节Pbn mn cos n=5.904mm(12)基圆直径 db d cos t =45.17mm 82.83mm6.倒挡齿轮几何参数m=3mmz9=41; Z10 =44;乙 1 =44； n =20(1)分度圆直径 d9=mz9=123mmd10=mZ10 =132mmd11=mZn =132mm齿顶高= (V +

16、 趣)阻二3mm3mmol3 = (ha. + 心佗3mm(3)齿根高3.75mm妇3.75mm=3.75mm(4)齿顶圆直径為1二必1 +2為I】=1：29mm日胡=血+对g = 138mm血IS = 13 +2必占=138mm(5)齿根圆直径厲11二尙一2如严115.3mm怦，贮=注比一囚牛也=124.3mmS =B- =124.3mm七、同步器及尺寸的计算同步器使变速器换档轻便、迅速、无冲击、无噪声，且可以延长齿轮的寿命， 提高汽车的加速性能并节省燃油，故而多数汽车变速器除一档和倒档外， 其他档 位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。在本设计中，主减速器全部采用锁销式同步器。因为锁

17、销式同步器多用于最 大总质量大于6.0t的货车变速器中。.锁销式同步器及其接合尺寸的确定(1)锥面直径及倾斜角当齿轮上装有锥盘时，锥面大端直径可根据下式选定：de da 2tc式中de 锥面大端直径，mmd a 齿顶圆直径，mmtc 锥盘壁厚，mm在本设计中，取tc =4mm,代入上式可计算得到dc=120mm(2)花键接合齿参数花键接合齿采用渐开线花键，对于中型变速器，模数取 2.5mm左右，齿数由直径决定。花键的直径根据齿轮的尺寸选取，使齿轮内孔与花键小径之间的壁 厚与齿轮缘厚度相近。锁销在本设计中每个同步器采用三个锁销。锁销杆部直径为 9mm，两大端的直径为13mm。定位销定位与滑动齿套

18、的孔滑动配合，它的直径可与锁销大端的直径相同，中部 精车出一个夹角为90的槽与定位钢球接触。定位销长度应等于或大于滑动齿套 安装定位销处的宽度二倍换档过程。(5)换档行程锁销式同步器的换档行程根据轴向间隙、后备行程和接合齿啮合长度确定。 本设计中采用8mm。3.同步器摩擦副的材料同步锥环多用铜合金制造，货车及大型客车的同步器较厚可采用压铸工艺加 工，也可采用锻或挤压工艺加工。选用材料时既要考虑其摩擦系数又要考虑其耐 磨性以及强度、加工性能等。本设计中采用铝青铜(含铝 8.5%11.0%),因为其强度高、耐用性好、摩擦系数较大而锥面自锁倾向较小。五、轴和花键尺寸1.第一轴的设计轴材料选为20Cr

19、MnTi。第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初步确定：d Temax式中，k为经验系数，一般k=44.6Temax为发动机最大转矩（N m）取k=4.5代入公式并计算得 d=24.68mm,取d=30mm由机械设计中轴的结构设计要求，定位轴肩的高度 h=（0.070.1）*d, d为 与零件装配处的轴径尺寸。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高度 没有严 格要求，一般为12mm。对于第一轴d/l=0.160.18，则经计 算得 l=187.5166.67mm 初选 l=170mm。可初步确定一轴的结构2.中间轴的设计由汽车设计中有关中间轴中部直径 d=（0.450.6）A，得d=0.

20、45 90=40.5mm取 d=45mm对于中间轴d/l=0.160.18则经计算得l=281.25250mm初选l=270mm。3.第二轴结构设计由汽车设计中有关第二轴中部直径 d=（0.450.6）A，得d=0.45 90=40.5mm,取 d=45mm对于第二轴d/l=0.180.21则经计算得l=281.25250mm初选l=270mm。结构设计如零件图。二 变速器传动件的刚度、强度计算及校核、齿轮的强度校核变速器齿轮的损坏形式有三种：轮齿折断、齿面点蚀和移动换挡时齿轮端部 破坏。1齿轮接触应力计算z b齿轮的接触应力按下式计算：式中，F为齿面上的法向力（N），F f /（cos co

21、s ） ； F为圆周力（N），F1=2Tg/d ； Tg为计算载荷（N mm）； d为节圆直径（mm）; 为节点处压力角(); 为齿轮螺旋角(); E为齿轮材料的弹性模量(N/mm2),本设计中E=20.6 104Mpa ； b为齿轮接触的实际宽度(mm); z、 b为主、从动齿轮节 点处的曲率半径(mm ),直齿轮 z rzsin ， b rbsin ，斜齿轮z (rzSin )/cos2 ， b (fsin )/ cos2 ， rz “ 为主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax/2作为计算载荷时，一挡和倒挡齿轮的许用接触应力为19002000 N/mm2，常

22、啮合齿轮和高挡齿轮的许用接触应力为13001400 N/mm2。将有关参数带入可得j 0.418.2Tg E ( cos2cos cos rzSin2 cos“si n)0 mZb(变速器齿轮的许用接触应力(j/MP)齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一挡及倒挡1900-2000950-1000常啮合及高挡1300-1400650-700Ftj128481 9.253 20025.280743.8822 20.24335251 31.11 200220821.87221.2854445112.34200220888.756215.027567919.6532002201045.978217.70922481

23、11.3220000607.7310215.9011765616.156200001432.6912211.80127656116.9220000811.9513949.34由以上两表可知，变速器所有齿轮的齿面接触强度均满足要求。2.齿轮弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力 w Ow=FK也bty式中，w为弯曲应力（MPa）; F为圆周力（N）, R=2Tg/d ； Tg为计算载荷（N mm）;d为节圆直径（mm）; K为应力集中系数，可近似取K =1.65; Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮 Kf =1.1，从动齿轮Kf =0.9; b为尺宽（mm）; t为端面齿距（mm）, t= nm，m为模数

24、；y为齿形系数，可由汽车设计中图3-19查得。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850 MPa,货车可取下限850MPa。由于d=mZ,所以有 w2TgK Kfm3ZKcy（2）斜齿轮弯曲应力Fgw btya式中，F,为圆周力（Nd）, F=2Tg/d ； Tg为计算载荷（N mm）; d为节圆直径（mm）, d二mnz/cos mn为法面模数； 为斜齿轮螺旋角（）; z为齿数;K为应力集中系数，可近似取 K ff=1.5; b为齿面宽（mm） ;t为法面齿距（mm）, t= nnn ； y为齿形系数，可按在汽车设计中图 3-14

25、上查得;K为重合度影响 系数，K =2；当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，各 挡斜齿轮许用弯曲应力在100250 MPa整理后可得2Tg cos K Z 。w ZmnKcK计算结果如下表所示：直齿的弯曲强度：KKfbmyw91.650.91830.147147.32101.651.12030.138174.37111.650.91230.115641.36121.651.13030.143557.49131.650.91830.123299.8斜齿轮的弯曲应力如下表：KKZmnbyw11.52162.525.280180.147105.7721.52352.525.

26、280200.14111.0631.52222.5220180.172111.8941.52292.5220200.167115.2451.52282.5220200.166146.1961.52232.5220200.165147.0971.52332.5220180.163190.2181.52182.5220200.166186.77由上两表可知，变速器的所有齿轮的弯曲强度都满足要求。二、轴的强度校核由轴的布置而确定的尺寸， 一般来说强度是足够的， 仅对其危险截面进行校 核。严格来说，挡位不同，不仅圆周力、径向力及轴向力不同，而且力到支点的 距离也有变化，应该对每个挡位都进行验算，但是一

27、挡受力比其他挡位大的多， 故对二轴和中间轴一挡工作时进行强度校核。二轴和中间轴的受力分析如下图所示：图4-4受力分析本计算过程由程序进行。经程序校核，二轴和中间轴在一挡工作时强度合格、轴的刚度校核变速器的轴在工作时，轴承要受转矩和弯矩。刚度不足的轴会产生弯曲变形， 破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。 故 需要校核轴的刚度。因二轴比较重要，刚度校核很复杂，故本设计只针对二轴做 刚度校核。本计算由程序计算，经程序校核，二轴在一挡工作时刚度合格。四、轴承的寿命的计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度 Vam行驶至大修前的总行驶里程 S计算：Lh & ；汽车平均速度：V

28、am = 0.6 Vmax = 06 X 93= 55.8 km h，S取大修前行驶的里程数：15万公里，即1.5 x io5KmSLh h = 150000/55.8 = 2688.17h ;Vam发动机转速取最大扭矩时转速2200r min的60%即1320rmin ;速比取最常用的i = 0.6时计算，于是：nD = 1500r . ; nN = 2500r .D /mi n N / min根据机械设计手册和计算，得下表相关参数：轴承代号Cr(KNCor(KNeXY620928.222.50.6810AC621242.835.50.6810AC621242.835.50.6810AC621351.243.20.6810AC